機械設計課程設計兩級展開式圓柱齒輪減速器(17-a)

1、齊齊哈爾大學普通高等教育機械設計課程設計題目題號： 兩級展開式圓柱齒輪減速器（17-a） 學 院： 機電工程學院專業(yè)班級：機電123學生姓名：王聰指導教師： 張紅霞成 績：2014 年 12 月 23 日機械設計基礎課程設計任務書1一、緒論3二、傳動方案的擬定及說明4三、電動機的選擇4計算傳動裝置的運動和動力參數五、傳動零件的設計7六、軸的設計計算24七、軸承的選用及壽命校核33鍵的選用及壽命校核37九.箱體及附件的設計38十、潤滑油的選擇與計算41十一.附件的設計與選擇42參考資料目錄齊齊哈爾大學機械電子工程專業(yè)機械設計課程設計任務書學生姓名：王聰班級:機電123學號：2012113060一

2、設計題目： 單級圓柱齒輪減速器（13-a）給定數據及要求1 電動機2 帶傳動3 減速器4 聯軸器5 鼓輪6 傳送帶己知條件：鼓輪直徑300mm,傳送帶運行速度（）.63m/s,傳送帶主動軸所需轉矩 700n.m；兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷輕微沖擊；工作年限8年；兩班制；小批量生產。二應完成的工作1. 減速器裝配圖1張（a0或a1圖紙）；2. 零件工作圖2張（從動軸、齒輪等）；3. 設計說明書1份。指導教師:發(fā)題日期2014年12月8日機械設計課程設計成績評閱表題目評分項目分 值評價標準評價 等級得分a級（系數1.0）c級（系數為0.6）選題合理性題目新穎性10課題符合本專業(yè)的培 養(yǎng)要求，新穎、

3、有創(chuàng) 新基本符合，新穎性一般內容和方案 技術先進性1()設計內容符合本學科 理論與實踐發(fā)展趨 勢，科學性強。方案 確定合理，技術方法 正確有一定的科學性。方案及技術一般文字與 圖紙質量20設計說明書結構完 整，層次清楚，語言 流暢。設計圖紙質量高，錯 誤較少。設計說明書結構一般， 層次較清楚，無重人語 法錯誤。圖紙質量一般，有較多 錯誤獨立工作及創(chuàng)造性20完全獨立工作，有一定創(chuàng)造性獨立工作及創(chuàng)造性一般工作態(tài)度20遵守紀律，工作認真，勤奮好學。工作態(tài)度一般。答辯情況20介紹、發(fā)言準確、清晰，回答問題正確，介紹、發(fā)言情況一般， 回答問題有較多錯誤。評價總分總體評價、緒論1 選題的意義及目的減速器在

4、原動機和工作機或執(zhí)行機構之間起匹配轉速和傳遞轉矩的 作用，減速機是一種相對精密的機械，使用它的口的是降低轉速，增加 轉矩。按照傳動級數不同可分為單級和多級減速機；按照齒廠輪形狀可 分為圓柱齒輪減速機、圓錐齒輪減速機和圓錐一圓柱齒引輪減速機；按 照傳動的布置形式乂可分為展開式、分流式和同進軸式減速機。減速器 是一種由封閉在剛性殼體內的齒輪傳動、蝸桿傳動、齒輪-蝸桿傳動所 組成的獨立部件，常用作原動件與工作機z間的減速傳動裝置。在原 動機和工作機或執(zhí)行機構之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用，在現代機 械中應用極為廣泛。2 本課題在國內外的發(fā)展狀況減速機是國民經濟諸多領域的機械傳動裝置，行業(yè)涉及的產品類

5、別 包括了各類齒輪減速機、行星齒輪減速機及蝸桿減速機，也包括了各種 專用傳動裝置，如增速裝置、調速裝置、以及包括柔性傳動裝置在內的 各類復合傳動裝置等。產品服務領域涉及冶金、有色、煤炭、建材、船 舶、水利、電力、工程機械及石化等行業(yè)。我國減速機行業(yè)發(fā)展歷史已有近40年,在國民經濟及國防工業(yè)的各 個領域，減速機產品都有著廣泛的應用。食品輕工、電力機械、建筑機 械、冶金機械、水泥機械、環(huán)保機械、電子電器、筑路機械、水利機械、 化工機械、礦山機械、輸送機械、建材機械、橡膠機械、石油機械等行 業(yè)領域對減速機產品都有旺盛的需求。潛力巨大的市場催牛了激烈的行業(yè)競爭，在殘酷的市場爭奪中，減 速機行業(yè)企業(yè)必須

6、加快淘汰落后產能，大力發(fā)展高效節(jié)能產品，充分利 用國家節(jié)能產品惠民工程政策機遇，加大產品更新力度，調整產品結構, 關注國家產業(yè)政策，以應對復雜多變的經濟環(huán)境，保持良好發(fā)展勢頭。二傳動方案的分析和擬定兩級展開式圓柱齒輪減速器的傳動裝置方案如圖所示。1 電動機2 帶傳動3 減速器4 聯軸器5 鼓輪6 傳送帶三.電動機的選擇。1選擇電動機的類型根據工作要求和工作條件選用y系列一般用途的全封閉自冷式三相 異電動機。2選擇電動機的容量工作機有效頻率為pw二fv/1000=4667x0. 63/1000kw=2. 94kw由表取，v帶傳動效率n帶二0.96, 對軸承效率n軸承二099,斜齒圓 柱齒輪傳動效

7、率齒輪二0.97,聯軸器效率11聯二0.99,則電動機到工作機 間的總效率為4942n 總二 h 帶 n 軸承 n 齒輪 n 聯二0. 96 xo. 99 x 0. 97x 0. 99=0. 859po=pw/ n 總二2. 94/0. 859kw=3. 42kw根據表，選取電動機的額定功率為pm=4kw3確定電動機的轉速輸送帶帶輪的工作轉速為nw=1000x60x0. 63v/ n x300r/min=40. 13r/min所以電動機轉速可選范圍no=nwi =40. 13x （16160） r/min=642. 1 6421r/min符合這一要求的電動機同步轉速1000 r/min, 15

8、00r/min, 3000r/min 考慮3000r/min的電動機的轉速太高，而1000r/min的電動機的體積大 h貴，故選用轉速為1500r/min的電動機進行試算，其滿載轉速為 1440r/min,其滿載轉速為1440r/min,其型號為y112m-4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比1確定總傳動比ii 總=nm/nw=1440/40. 13=35. 882分配各級傳動比根據傳動比范圍，取帶傳動的傳動比i帶二2. 5i 總二ioxi二2.5x14. 35=35. 88高速級傳動比為ii二 j 1.4) i二 j1.4x14. 354. 4取 il=4.4低速級傳動比為i2=i 總/ii

9、=35. 88/4. 4=3. 26取 12=3. 26!1!計算傳動裝置的運動和動力參數n。二 n m=1440r/m inni=no/i 帶二1440/2 5r/min=576r/minn2=ni/ii=576/4. 4r/min=130. 9r/minn：尸n2/i2=130. 9/3. 26r/min=40. 15r/minnw 二出二 40. 15r/m in2各軸輸入功率pi=po n i=3. 42x0. 96kw=3. 28kwp2= pl n 2 n 3= =3. 28x0. 99x0. 97kw=3. 15kwp：j= p2 h 2 h 3= =3. 15x0. 99 x

10、0. 97kw=3. 02kwpw二 p3n2m= =3. 02x0. 99x0. 99kw=2. 96kw3各軸輸入轉矩to=955ox (po/n0) =9550 x (3. 42/1440) n m=22. 68 n ml=9550x (pl/nl)=9550 x(3.28/576) n m=54. 38 n mt2=9550x (p2/n2) =9550 x(3.15/130. 9)n m=229. 81n mt3=9550x (p3/n3) =9550x(3.02/40. 15)n m=718. 33n mtw=9550x (pi/nw) =9550 x(2.96/40. 15) n

11、- m=704. 06n m五.傳動零件的設計1減速器外傳動零件設計確定設計功率由表8-8,查得工作情況系數ka=1. 2，則pd=ka x popd=1.2x3. 42kw=4. lkw選擇帶型n0=1440r/min, pd=4. lkw,由圖8-11選擇a型帶確定帶輪的基準直徑和驗算的速度根據表選小帶輪直徑為d(ll=100mm,v 帶二 jt ddino/6ox 1000m/s=7. 54m/s<7=25m/s計算大輪基準直徑大帶輪的直徑為dd2=i帶d<n=2. 5x 100mm=250mm確定中心距和v帶長度根據式子(8-20) 0. 7仏|+血)<a0<2

12、 (ddi + dd2),初步確定中心距,即0. 7x (100 + 250) mm=245mm<a0<2x (100 + 250) mm=700mm 為使結構緊湊，取偏低值，二350mmv帶計算基準長度為ld*2ao+兀/2 (“ + 血)+(山一血)74 斫2x350+ji/2 (100 + 250) + (100-250) 2/4x350mm=1265. 57mm由表8-2選v帶基準長度ld二1250mm,則實際中心距為a=ao+ (ld表一ld算)/2=350mni+(1250-1265. 57)2min=342. 21 mm 計算小帶輪包角a產 180° (dd

13、icl) /ax57. 3°=154. 88°>120°計算的帶根數z由dai和m査表8-4查取單根v帶所能傳遞的功率po=l. 3 kw,由ni, i和a帶查表8-5功率增量apo=0. 134 kw由表8-2查得ka=0. 935,由表8-8查得k,=0. 93,pr= (po+apo) kakl= (1.3+0. 134) x0. 935x0. 93=1.257z=pca/pr=4. 1/1. 257=3. 262則帶的根數取四根計算初拉力由表8-3查得v帶質量q=0. lkg/m,則初拉力為f。二qvd 2+500pca( 2.5一« )

14、/kazu =500 x 4. 1/4 x7. 54 (2. 5-0. 935/0. 935) n+0. 1 x7. 542n=119. 45n計算作用在軸上的壓力fp=2z fosina/2=2x4x119. 45nxsinl54. 8872=932. 72n帶輪結構設計（1）小帶輪結構釆用腹板式，查得電動機軸徑d產28,查得 e=15±0. 3mm, f=10+2lmm輪轂寬：l 帶輪二（1.52） do= （1.52） x 28mm二4256mm其最終寬度結合安裝帶輪的軸段確定輪轂寬：b 帶輪二（z 1） e + 2仁（41）x15mm + 2x10n）n）=65n）n）（2）

15、大帶輪結構 采用孔板式結構，輪轂寬可與小帶輪相同, 輪轂寬可與軸的結構設計同步進行。減速器內傳動零件設計選擇材料、熱處理和公差等級（高速級斜齒圓柱齒輪的設計）考慮到帶式運輸機為一般機械，故大、小齒輪均選用45鋼，小齒輪調質處理，大齒輪正火處理，由表10-1得齒面硬度hbwl217255hbw, hbw2=162217hbw.平均碩度 hbwq236hbw, hbw2=190hbw. hbw；-hbw；=46 hbw,在3050 hbw之間。選用8級精度，初選zx=23,則z2=uz!=4. 4x23=101. 2,z2=101 初選螺旋角 b 二 12° 壓力角取 20。.按齒面接觸

16、疲勞強度設計（高速級斜齒圓柱齒輪的設計）因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。其設計公式為（小輪分度圓直徑）ditm （2khtt1/4>dx （u+l）/ux （zezhze/ 8 h）2 ） 1/31因v值未知,k、.值不能確定,可初步選載荷系數kht=l. 11. 8, 初選 kht=1.42由圖10-20,查得節(jié)點區(qū)域系數z=2. 463由式（10-21）計算解除疲勞強度用重合度系數ze q = arctan(taaz/z /cos0) = arctanctaffio9/cosl 2°) = 20.41 乎arccos cosat/(z, + 2/z： c

17、os0) = arcco23x cos20.41 歹 / (23+ 2 x 1 cosl 2°)=30. 260 a(l2 = arccofz2 costz/(z2 + 2ha cos/?) = arccol 0 lx cos20.41 歹 / (101+ 2 x 1 cosl 2°)=23.163°£a =z(tana川-1anz') + z2(tai/2-1an(2r)/2= 23 (tan30.26cp - tan20.41 ?) +101 (tan23.163 -1an20.41 ?)/2ti=0,z tan/?/7r = lx23xta

18、n (12°)/兀=1.556z,=0. 7754由式(10-23)可得螺旋角系數z”zp = jcos0 = vcosl 2° =0. 978試算小齒輪分度圓直徑d/ (2ktl/d>dx (u+l)/ux (zezhzezp/oh) 1/31 2 x 1. 4 x 54380/1. 1 x (4. 4 + 1)/4. 4 x (189. 8 x 2. 46 x 0. 775 x 0. 99/445) ,/:mm=47. 93mm調整小齒輪分度圓直徑1圓周速度為v=兀 d“i/60 x 1000=兀 x 47.93 x 576/60 x 1000m/s=l. 45m

19、/s,齒寬b二<d二1. 1 x47. 93mm=47. 93mm2計算載荷系數kh由表10-2查得使用系數ka=1. 0,因v=l. 44m/s,和8級精度,由圖10-8查得動載荷系數kv=l. 13, 齒輪的圓周力ft】二2ti/dii二2x54380/47. 93二2269. 14nkaftl/b=lx2269. 14/65. 29=34. 75n/min<100n/min由表10-3查得齒間載荷分配系數心二12由表10-4用插值法查得8級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分配系數k尸1.11,則載荷系數為kifkakvk3ko=1.0x1. 13x1. 11 xi

20、. 2二 1.505由式(10-12),可得按實際載荷系數算得的分度圓直徑d產d“ (k/kt) 1/347. 93x (1.505/1.4) l/3mm=49. 1mm 及相 應的齒輪模數叫二 dicos s /zi=49. lmmxcosl2°/23=2. 09mm按表8-23,取叫-2. 5mm按齒根彎曲疲勞強度設計 由式(10-7)試算模數，即打 2 心txcos”確定公式中的參數值1試選用kft=l. 32由式(10-18)計算彎曲疲勞強度用重合度系數仇=arctan(tai/7cos6zr) = arc t an (t art 2°co s2 0.41 歹)=1

21、3.10舉£ar = £a /cos2 pb = 1.597/cos213.10 = 1.701垃=0.25+0.75/爲=0.25+0.75/1.701=0.6913由式(10-19),可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數312°乙=1匂i_i.556 x= 0.84卩 0 120。120°4計算n蔦/刃由當量齒數為zvi=zt/ (cos b 尸二23/(cos 12°) -24. 6 zv2=z2/(cos p)3=101/(cos12°)3=107. 9 得齒形系數 yf1=2. 61, yf2=2. 22,由圖 10-18 查得

22、 ysl=l. 59, ys2=1 81yfaym/af =(2.61x1.59)/172=0.024 企蔦昇c2 =(2.22x1.70/136= 0.030取汗必/刁二0. 030試算齒輪模數sa=2. 093調整齒輪模數di= mnzi/cos b =2. 5x23/ cosl2° min=58. 785minv= n clm/60x 1000=開 x5& 785x576/60x 1000m/s=l. 77m/s齒寬b二“di二 1. 1 x59. 355mm=65. 29mm齒高h及寬高比h= (2ha*+c*) mn= (2+0. 25) x2. 5mm二5. 62

23、5mm 計算實際載荷系數kf1根據v二1. 44m/s,由圖10-8查得動載荷系數kv=l. 132根據= 2x54-38 = 18324a,竺竝=1x1832.4 = 2&07n/mm 查得齒 仏 0.05935b 65.29間載荷分配系數kc=1.23查表查得=1.07,結合b/h查得齒向載荷分配系數k訐1. 11則載荷系數為k二kkk“k二 1. 0x1.07x1. 11x 1. 2=1.43由式(10-13)可按實際再和系數算得的齒輪模數nh二叫t (k/kt) l/3=2. 5 x (1.505/1.4) 13mm=2. 56mm堆積計算結果，有齒面接觸疲勞強度計算的法面模數

24、nin大于市齒根彎曲 疲勞強度計算的法面模數。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從變標準取近值mn=2. 5mm, 為了同時滿足接觸疲勞強度，需按照接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 di=59. 355mm 來計算小齒輪的齒數,即 zi=dicos p /mn=48. 53mm x cosl2o/2. 523幾何尺寸計算1中心距為at= im(z + z2)/2cos 3 =2.5 x (23 + 101) mm/(2 x cosl2°)=15& 46mm考慮到模數從2. 56減小圓整到2. 5mm,為此中心距取160mm2則螺旋角為b 二arccos mn(zt + z2)/2ai= a

25、rcos2. 5 x (23 + 101)mm/(2 x160) = 14. 362°3計算小，大齒輪的分度圓直徑d= mnzi/cos b =2. 5x23/ cosl4. 362°mm=59. 355mmd2= mnz2/cos p =2. 5x 101/ cosl4. 362°mm=260. 545mm4齒寬b二<d二 1. 1 x59. 355mm=65. 29mm取 b2=66mmb1=b4- （510） mm,取 bl75nmi整中心距后的強度校核齒輪福徳中心距在圓整之后，一些參數均發(fā)生了變化，應重新校核齒輪 強度以明確齒輪的工作能力。1齒面接觸

26、疲勞強度校核按之前類似做法，先計算10-22的參數tl=54380n/mm,d二1,dl二59. 355min,等帶入式子« 465a/pa< ah滿足齒面接觸疲勞強度計算條件2齒根彎曲疲勞強度校核按之前類似做法，先計算10-17中的參數帶入2k/77/0cos2 0»2匕仇呼曲j。啄v如札叫z、齒根彎曲疲勞強度滿足需求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于齒輪主要設計理論螺旋角0 二 14. 362°齒數zl=23 z2=101中心距a=160mm齒寬bi=75mm b2=66mm端面模數mt=mn/cos b =2. 5/cosl4. 362inm二2.

27、 58065min齒頂咼ha= ha*mn= 1 x2. 5mm=2 5mm齒根高hr= (ha*+c*)mn=(l+0. 25) x2. 5mm=3. 125mm全齒高h二 ha+ h二2. 5mm + 3. 125mm二5. 625mm頂隙c=csmn=0. 25x2. 5mm=0. 625mm齒頂圓直徑為dai=di + 2ha=59. 355mm+2x2. 5mm=61. 355mm二d2+2ha=260. 645mm+2x2. 5mm=265. 645mm齒根圓直徑為dfi=di2hf=59. 355mm2x3. 125mm=53. 105mmdt-22 2hf=260. 645mi

28、n2x3. 125mm二254. 395m減速器內傳動零件設計選擇材料、熱處理和公差等級（低速級斜齒圓柱齒輪的設計）考慮到帶式運輸機為一般機械，故大、小齒輪均選用45鋼，小 齒輪調質處理，大齒輪正火處理，由表10-1得齒面硬度hbw嚴217 255hbw, hbw2=162217hbw.平均硬度 hbw二236, hbw2=190. hbw； 一hbw；=46 hbw,在3050 i1bw之間。選用8級精度，）初選z3=25,則z4=uz3=3. 26x25=81. 5,取 z4=82 初選螺旋角 b 二 11° 壓力角取 20° .按齒面接觸疲勞強度設計（低速級斜齒圓柱齒

29、輪的設計）因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。其設計公式為(小輪分度圓直徑)ditm (2khtt1/d>dx (u+l)/ux (zezhze/ 5 h)2 ) 1/31因v值未知，k、.值不能確定，可初步選載荷系數kht二1.11.& 初選 kht=l. 42由圖10-20,查得節(jié)點區(qū)域系數z=2. 4653由式(10-21)計算解除疲勞強度用重合度系數厶 at = arctan(taiazh /cos/?) = arctan(tafi(r/cosl 1°) = 20.184?aal = arccozj cosq /(可 + 21ta cos) =

30、arcco25x cos20.184/ (25+ 2x 1 cosl 1°)=30. 103= arccocos6z/(z2 +2/z：cos0)=ai'cco82x cos20.18 舉 / (82+ 2 x 1 cosl 1°)=23.018°=z(tan陽-ta+no')/2” = 23 (tan30.103p - tan20.184?) +101 (tan23.018° - tan20.184?)/ in£p =0門 tan/?/- = lx25xtan (11°)/兀=1.547二0. 7754由式(10-2

31、3)可得螺旋角系數z”z© 二 jcos0 = jcosl 1。二0. 991試算小齒輪分度圓直徑山岸(2kt1/<l)dx (u+l)/ux (zezzezp/o h) 1/3(2 x 1.4 x 229810/1. 1 x (3. 26 + 1)/3. 26 x (189.8 x 2. 46 x 0. 77 x0.991/468) ,/3mm=76. 615mm調整小齒輪分度圓直徑1圓周速度為v= ji d3tn2/60 x 1000=兀 x 76.615 x 130.9/(60 x1000)m/s=0. 52m/s齒寬b=c>ddi=l. 1 x76. 615mm二

32、76. 615min2計算載荷系數kh由表10-2查得使用系數ka=1. 0,因v=0. 52m/s,和8級精度，由圖10-8查得動載荷系數kv=l. 07, 齒輪的圓周力fti=2ti/dit=2x 229810/76. 6156000nkaetl/b=lx6000/76. 615=78. 31n/mm<100n/mm由表10-3查得齒間載荷分配系數ka=l. 2由表10-4用插值法查得8級精度，小齒輪相對支承非對稱布置吋，得齒向載荷分配系數k尸1.11,則載荷系數為kifkakvkpka=1.0xl. 07x1. 11x1. 2=1. 43由式(10-12),可得按實際載荷系數算得的

33、分度圓直徑d=dlt (kh/kt) “m76.615x (1.43/1.4) 17mm=76. 77mm及相應的齒輪模數mn= d3cos b /z3=76. 615mm x cos 11°/25=3. 01mm取 mn=3. 5min按齒根彎曲疲勞強度設計由式(10-7)試算模數，即j2tocos2/7確定公式中的參數值1試選用kft=l. 32由式（10-18）計算彎曲疲勞強度用重合度系數/3h = arctan(tai/?cosq) = arctan(tart l°cos20.18半)=10.34°£ar =rt/cos2 血=1-597/cos

34、210.34° = 1.65笛=0.25+0.75/爲=0.25+0.75/1.65 = 0.7053由式(10-19),可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數ypx 0/7 120°'4計算緯必/可=1 1.547x=0.86120°由當量齒數為zv3=z3/(cos p)3=25/(cos9. 76o)3=26. 1zv4=z4/(cos p)3=82/(cos9. 76°) =85. 7 得齒形系數yp1=2. 6, y滬2.25,由圖 10-18 查得 ys1=1. 59, ys2二 1 79yfaym /j = (2.6x1.59)/172=

35、 0.024yfays(l2/af2 = (2.25x 1.79)/136= 0.030取緯必/%二0. 030試算齒輪模數=3. 03調整齒輪模數d3= mnz3/cos 0 =3. 5 x 25/ cosh°nini=76. 77mmv二 n d3tn2/ ( 60 x 1000 ) = n x 76. 77 x 130. 9/ (60x 1000 )m/s二0. 53m/s齒寬b二 <d二 1. 1 x76. 77mm=88. 785mm齒高h及寬高比h= (2ha*+c*) mn= (2+0. 25) x 3. 5mm二7. 875mm計算實際載荷系數kf1根據v二0.

36、 53m/s,由圖10-8查得動載荷系數kv=l. 13 2根據2t&2x22981076.7725987zv ,kaftl _ 1x5987b 76.77= 77.99n/mm查得齒間載荷分配系數k“二1. 23查表查得5 =1.13,結合b/h查得齒向載荷分配系數心二1. 12則載荷系數為k=kakvkpka=l. ox 1. 13x 1. 12x 1. 2=1. 518由式(10-13)可按實際再和系數算得的齒輪模數uh二叫t (k/kt) l/3=3. 5x (1.518/1.4) l mm=3. 684mm堆積計算結果，有齒面接觸疲勞強度計算的法面模數nin大于由齒根彎曲 疲

37、勞強度計算的法面模數。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從變標準取近值mn=3. 5mm, 為了同吋滿足接觸疲勞強度，需按照接觸疲勞強度算得的分度圓直徑di=76. 77mm 來計算小齒輪的齒數，即 zl=dicos p /mn=76. 77mm x cosir/3. 525幾何尺寸計算1中心距為a= mn (z3+z4) /2cos b =3 5x (25+82) mm/ (2 x cos 11°)二 190. 75mm 考慮到模數從3. 58減小圓整到3. 5mm,為此中心距取190mm2則螺旋角為b =arccos mn(z3 + z4) /2a2= arcos3. 5 x (25 +

38、82) nun/ (2 x 190) =9. 76°計算小，大齒輪的分度圓直徑d3= mnz3/cos b =3. 5x25/ cos9. 76'mm=8& 785mmd4= mnz4/cos p =3. 5x82/ cos9. 76 mm=291. 215mm4齒寬b二d二 1 1 x88. 785mm=97. 66mm,取 b4=98mmb3=b+ （5 10） mm,取 b3= 105mm圓整中心距后的強度校核齒輪福德中心距在圓整之后，一些參數均發(fā)牛了變化，應重新校核齒輪 強度以明確齒輪的工作能力。1齒面接觸疲勞強度校核按z前類似做法，先計算10-22的參數tl

39、=229810n/mm,d二1.1,d3二8& 785mm,等帶入式子滿足齒而接觸疲勞強度計算條件2齒根彎曲疲勞強度校核按之前類似做法，先計算10-17中的參數帶入25mpa<af2k/y點再 cos?"37沁z2k/77/qcos2 00/加 z：齒根彎曲疲勞強度滿足需求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于 齒輪端面模數mt=mn/cos b 二3. 5/cos9 76"mm二3 55140mm齒頂高ha= ha*mn= 1 x 3. 5mm=3 5 mm齒根高hf= (ha*+c*)mn=(l +0. 25) x 3. 5mm=4. 375mm全齒高h二

40、 h“+ hr=3. 5mm + 4. 375mm二7. 875mm頂隙齒頂圓直徑為c=c8mn=0. 25x3. 5min=0. 875minda3=d3+2ha=88. 785mm+2x3. 5mm=95. 785mmda4二d<i + 2ha二291. 215mm+2 x 3. 5mm=298. 215mm齒根圓直徑為dl3=d3 2ht-=88. 785min2x4. 375min=80. 035mindr4=d42hf=291. 215mm2x4. 375mm=282. 465mm斜齒圓柱齒輪上作用力的計算高速級齒輪傳動的作用力1已知條件 高速軸傳遞的轉矩ti=54380n m

41、ini,轉速ni=576r/min, 高速級齒輪的螺旋角b =14. 362°,小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪分度 圓直徑d嚴59. 355mm2齒輪1的作用力圓周力為ful/dx 54380/59. 355n=1832. 4n其方向與力作用點圓周速度方向相反徑向力為frl=ftltanan/cos b =1832. 4x tan207cosl4. 362°n二688. 4n其方向為由力的作用點指向輪1的轉動中心軸向力為fal= ftltanb =1832. 4xtanl4. 362°n=469. 2n其方向可用左手法則確定，即用左手握住輪1的軸線，并使四指的方向

42、 順著輪的轉動方向，此時拇指的指向即為該力方向法向力為ei=fti/cosancos b =1832. 4/ (cos20' x cos 14. 362°) n= 2012. 9n3齒輪2的作用力 從動齒輪2各個力與主動齒輪1上相應的力大 小相等，作用方向相反低速級齒輪傳動的作用力1已知條件 中間軸傳遞的轉矩t2=229810n mm,轉速 n2=130. 9r/min,低速級齒輪的螺旋角b =9. 76。為使齒輪3的軸向力與 齒輪2的軸向力互相抵消一部分，低速級的小齒輪右旋，大齒輪左旋， 小齒輪分度圓肓徑d汙88. 785mm2齒輪3的作用力圓周力為ft3=2t2/d3=2

43、x 229810/88. 785n=5176. 8n其方向與力作用點圓周速度方向相反徑向力為fr3=ft3tanan/cos b =5176. 8x tan20o/cos9. 76°n=1911o 9n其方向為由力的作用點指向輪3的轉動中心軸向力為fa3= ft3tan b =5176. 8x tan9. 76°n=890. 5n其方向可用右手法則確定，即用右手握住輪1的軸線，并使四指的方向 順著輪的轉動方向，此時拇指的指向即為該力方向法向力為fn3=ft3/cosancos b =5176. 8/(cos20°xcos9. 76°)n=5589. 9n

44、3齒輪4的作用力 從動齒輪4各個力與主動齒輪3上相應的力大 小相等，作用方向相反六、軸的設計計算低速軸的設計計算1、求輸出軸上的功率p、轉速n和轉矩tp二3. 02kw, nmo. 15r/min t二718. 33 n m2、求作用在齒輪上的力已知圓柱斜齒輪的分度圓半d=291. 215mm2t ft=flf/竺些= 49333x 心也廳=191 1.9v cos0cos97&fa=ft tan/? = 191 l9xtan9.76° = 890.5v圓周力r、徑向力e及軸向力fa的方向如圖4-8b所示3、初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調

45、質），根據機械設計（第 九版）表15-3,取較小值ao=106,則得d（llin=ao （p:i/n3） 1/3=106x （3. 02/40. 15） 1/3mm=44. 75mm,輸出軸的最小直徑為安裝聯軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑 相適應，故需同時選収聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩匸二kt，查機械設計（第 八版）表14-1,由于轉矩變化很小，故取ka=1.5,則tc=kat3=1.5x718330n mm-1077495 n mm查機械設計（機械設計基礎）課程設計表174 iil4型彈性柱銷聯軸器符 合要求，其公稱轉矩為1250n "，聯軸器的孔徑為d二48mm,

46、、聯軸器長度l=112, 聯軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。1、軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案（見圖4-4）1為了滿足聯軸器的軸向定位，1軸段右端需制出一軸肩，故取2段的直徑d2=55,左端用軸端扌當圈定位，按軸端扌當圈直徑d=60mm聯軸器與軸配合 的轂孔長度l=84mm,為了保證軸端扌當圈只壓在聯軸器上而不壓在軸的端面上， 故1段的長度應比厶略短些，現取/, =82/7777102初步軸承?？紤]齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承，參照工作要 求并根據d2=55mm,由機械設汁（機械設汁基礎）課程設汁表15-7中初步 選取0基本游隙組，6段軸承為7212c, 3段為721 lc其尺寸為

47、d二60mm,外徑 d=110mm，寬度b=22mm, d3=d7=60mm,而l7=49.5mm。左端軸承采用軸肩進行 軸向定位3取安裝齒輪處的軸段d5=77.57mm,齒輪的右端與右端之間采用套筒定位，已 知齒輪輪轂的寬度為80mm,故取l4=81.5mmo齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩 高度力 0.07，故取h = 4mm ,則軸環(huán)處的直徑為（15二77.57mim軸環(huán)寬度b> ah o l5=10mm4軸承端蓋的總寬度為50.6mm,根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑 油的要求，求得端蓋外端面與聯軸器右端面間的距離l=13.5mm,故取l2=7 4mm5箱體一小圓錐齒輪屮心線為

48、對稱軸，則取l3=37mm l6=96mm-（3）軸上的周向定位齒輪、半聯軸器的周向定位均采用平鍵連接，按d5由機械設計（第九版）表61查得平鍵bxh=18mmxllmm截面鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為80mm,同時為h1保證齒輪與軸配合有良好的對屮性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為加6；由機 械設計（第九版）表6-1查得平鍵截面同樣，bxh=14mmx9mm,聯軸器與軸hj_的連接，選用平鍵，半聯軸器與軸的配合為加6,滾動軸承與軸的周向定位是由 過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2x45。5、求軸上的載荷載荷水平面h垂直面v支反力fr1h=728.

49、inrlv=3503. 2nr2h=1183. 8nr2v=1673. 6n彎矩mman=53. 95n mmi川二 18. 36n inmav=26. 51n m總彎矩ml= v5395. 22 + (-259587. 1)2n mm=26. 51n mm2= v 183607. 42 + (-259587. 1)2n - mm=31. 79n m扭矩tt產71.83 n m6、按彎扭合成應力校核軸的強度根據上表中的數據及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取 = 06,軸的計算應力>2+()2=.5.7mp,前己選定軸的材料為45鋼（調質），由機械設計（第九版）表151查得=故

50、安全。7、精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面b-b剖面7右側受應力最大（2） b-b剖面右側抗彎截面系數w= n d35/32-bt (d5-t) /2d5=兀 x 623/32mm3-18 x7x (62-7) 7 (2 x62) mm"二20312mm"抗扭截面系數wt= ji d3s/16- bt (d5-t)/2d5= ji x62716mm3-18x7x (62-7)7(2 x 62) mm3=43698 mm3b-b剖面右側彎矩m為m =69025nmmb-b剖面上的扭矩為7> = 37166n 沏2截面上的彎曲應力o fm' a/w=3179

51、57. 8/20312mpa=15. 7mpa截面上的扭轉切應力t =t3/wr=718330/43698mpa=16. 4mpa軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得o b二650mpa截面上rh于軸肩而形成的理論應力集中系數及處按機械設計(第九版) 附表32查取。因-«0.04, 2二空z.q1.1,經插值后查得d 60d 60cca = 2.00, ccr = 1.32又由機械設計(第八版)附圖32可得軸的材料敏感系數為q<y 0.82, qr 0.85故有效應力集中系數為鳩= l + gg l) = l + 082x(2 l) = l82匕= l + qg l)

52、= 1 + 0.85x(1.32 1) = 1.27由機械設計(第九版)附圖32的尺寸系數弘= 0.73,扭轉尺寸系數= 0.86 o 軸按磨削加工，市機械設計(第就版)附圖34得表面質= a = 0.92軸未經表面強化處理，即0日,則綜合系數為" +護1 =篇+嵩t81.27 f 0.86又取碳鋼的特性系數妙=0丄0 = 005計算安全系數s“值275sb = 19.31ko (j a + 062.58 x 5.52 + 0x 0s r =f-77t = 129.23k譏+ 0處 i.56x 旦+ 0.05x 凹2 2sesrjs 異 2 + s"219.31x129.2

53、3丁19.31八2 + 129.23八2=19.10»5 = 1.5故可知安全。高速軸的設計計算1、求輸出軸上的功率p1、轉速nl和轉矩t1p產3. 28kw, nl576i7min t1 二54. 38 n m2、求作用在齒輪上的力己知圓柱斜齒輪的分度圓半徑dl二59. 355mm2t2x54.38 . c” ft=18324n0.05935fr= ff 旦些=18324x tan2°° = 68&47v cos0cosl4362fa=ft tan0 = 18324x tanl 4.362° = 46927v圓周力e、徑向力e及軸向力凡的方向如

54、圖4-5所示3、初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質），根據機械設計（第 九版）表15-3,取較小值ao=120,則得dmin=ao （p】/m） 1/3=120 x （3. 28/576） 1/3mm=21. 43mm2、軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案（見圖44）1）2段的直徑d2=35,左端用軸端擋圈定位，按軸端擋圈直徑d=35mm聯軸器與軸配合的轂孔長度l=50mm,為了保證軸端擋圈只壓在聯軸器上而不壓在軸的端面上，故1段的長度應比乙略短些，現取=4stnmo2）初步軸承?？紤]齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承，參照工作要 求并根據d2=35mm,由

55、機械設計（機械設計基礎）課程設計表15-7軸承 內徑d二40mm，外徑d二80mm,寬度b二18mm,內圈定位軸肩直徑da=47mm, 外圈定位直徑da=73mm,其尺寸為，d3=35mm d7=40mm,而13=33mm左 端軸承采用軸肩進行軸向定位，由機械設計（機械設計基礎）課程3）表15-7查得軸承的內圈定位軸肩直徑d=47mm,外圈定位育徑d =73mm, 因此?。?4二48mm；軸設計成齒輪軸，已知齒輪輪轂的寬度為82mm,故取l6二。 齒輪的左端釆用軸肩定位，軸肩高度h>°"d ,故取h = 4/77/72，則軸環(huán)處的直 徑為d5=53.1o軸環(huán)寬度b>aht取l6=7mmo4）軸承端蓋的總寬度為46.5mm,根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油 的要求，求得端蓋外端面與聯軸器右端面間的距離l=28mm,故取l2=75.5mm5）箱體一小圓錐齒輪中心線為對稱軸，則取l4= 118mm, l7=33mm。（3）軸上的周向定位齒輪、半聯軸器的周向定位均采用平鍵連接，按d6rfl機械設計（第九版）表61查得平鍵截面bxh = 6mmx0mmi鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為50mm,